機械設(shè)計減速箱課程設(shè)計

PAGE減速器設(shè)計說明書系別：專業(yè)班級：姓名：學(xué)號：指導(dǎo)教師：職稱：目錄TOC\o"1-2"\h\z\u一設(shè)計任務(wù)書 11.1設(shè)計題目 11.2設(shè)計步驟 1二傳動裝置總體設(shè)計方案 12.1傳動方案 12.2該方案的優(yōu)缺點 1三選擇電動機 23.1電動機類型的選擇 23.2確定傳動裝置的效率 23.3選擇電動機容量 23.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 3四計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) 44.1電動機輸出參數(shù) 44.2高速軸的參數(shù) 44.3中間軸的參數(shù) 44.4低速軸的參數(shù) 54.5工作機的參數(shù) 5五普通V帶設(shè)計計算 5六減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算 96.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 96.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 96.3確定傳動尺寸 126.4校核齒根彎曲疲勞強度 126.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 146.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 14七減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算 157.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 157.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 167.3確定傳動尺寸 187.4校核齒根彎曲疲勞強度 197.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 217.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 21八軸的設(shè)計 228.1高速軸設(shè)計計算 228.2中間軸設(shè)計計算 288.3低速軸設(shè)計計算 34九滾動軸承壽命校核 409.1高速軸上的軸承校核 409.2中間軸上的軸承校核 419.3低速軸上的軸承校核 42十鍵聯(lián)接設(shè)計計算 4310.1高速軸與大帶輪鍵連接校核 4310.2高速軸與小齒輪鍵連接校核 4410.3中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核 4410.4中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核 4410.5低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核 4410.6低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 45十一聯(lián)軸器的選擇 4511.1低速軸上聯(lián)軸器 45十二減速器的密封與潤滑 4512.1減速器的密封 4512.2齒輪的潤滑 4612.3軸承的潤滑 46十三減速器附件 4613.1油面指示器 4613.2通氣器 4613.3放油塞 4713.4窺視孔蓋 4713.5定位銷 4813.6起蓋螺釘 48十四減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 48十五設(shè)計小結(jié) 49參考文獻 49PAGE1一設(shè)計任務(wù)書1.1設(shè)計題目同軸式二級斜齒圓柱減速器，扭矩T=900N?m，速度v=0.75m/s，直徑D=300mm，每天工作小時數(shù)：16小時，工作年限（壽命）：15年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2設(shè)計步驟1.傳動裝置總體設(shè)計方案2.電動機的選擇3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5.普通V帶設(shè)計計算6.減速器內(nèi)部傳動設(shè)計計算7.傳動軸的設(shè)計8.滾動軸承校核9.鍵聯(lián)接設(shè)計10.聯(lián)軸器設(shè)計11.潤滑密封設(shè)計12.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計二傳動裝置總體設(shè)計方案2.1傳動方案傳動方案已給定，前置外傳動為普通V帶傳動，減速器為同軸式二級圓柱齒輪減速器。2.2該方案的優(yōu)缺點由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。同軸式二級圓柱齒輪減速器長度方向尺寸較小，但軸向尺寸較大，中間軸較長，剛度較差，兩極大齒輪直徑接近，有利于沁油潤滑。軸線可以水平，上下或鉛垂布置。三選擇電動機3.1電動機類型的選擇按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動裝置的效率查表得：聯(lián)軸器的效率：η1=0.99滾動軸承的效率：η2=0.99V帶的效率：ηv=0.96閉式圓柱齒輪的效率：η3=0.98工作機的效率：ηw=0.96η3.3選擇電動機容量工作機所需功率為P電動機所需額定功率:P工作轉(zhuǎn)速：n經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，V帶傳動比范圍為：2～4，同軸式二級齒輪減速器傳動比范圍為：8～40，因此理論傳動比范圍為：16～160。可選擇的電動機轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(16～160)×47.77=764--7643r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y132M2-6的三相異步電動機，額定功率Pen=5.5kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。方案電機型號額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900電機主要外形尺寸圖3-1電動機中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132515×315216×1781238×8010×333.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比的計算由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：i（2）分配傳動裝置傳動比取普通V帶的傳動比：iv=2高速級傳動比i則低速級的傳動比為i減速器總傳動比i四計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)4.1電動機輸出參數(shù)PnT4.2高速軸的參數(shù)PnT4.3中間軸的參數(shù)PnT4.4低速軸的參數(shù)PnT4.5工作機的參數(shù)PnT各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(N?mm)電機軸9605.3453121.88高速軸4805.13102065.63中間軸151.424.98314086.65低速軸47.774.83965595.56工作機47.774.5899623.19五普通V帶設(shè)計計算1.確定計算功率Pca由表8-8查得工作情況系數(shù)KA=1.1，故2.選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、n1由圖8-11選用A型。3.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v1）初選小帶輪的基準直徑dd1。由表8-7和表8-9，取小帶輪的基準直徑dd1=100mm。2）驗算帶速v。按式（8-13）驗算帶的速度v=因為5m/s＜v＜30m/s，故帶速合適。3）計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑根據(jù)表8-9，取標準值為dd2=200mm。4.確定V帶的中心距a和基準長Ld度根據(jù)式（8-20），初定中心距a0=450mm。由式（8-22）計算帶所需的基準長度L由表選帶的基準長度Ld=1430mm。按式（8-23）計算實際中心距a。a按式（8-24）,中心距的變化范圍為455--519mm。5.驗算小帶輪的包角αaα6.計算帶的根數(shù)z1）計算單根V帶的額定功率Pr。由dd1=100mm和n1=960r/min,查表8-4得P0=0.96kW。根據(jù)n1=960r/min，i=2和A型帶，查表8-5得△P0=0.112kW。查表8-6得Kα=0.972，表8-2得KL=0.96，于是2）計算帶的根數(shù)zz=取6根。7.計算單根V帶的初拉力F0由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以F8.計算壓軸力FpF9.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計1）小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計小帶輪的軸孔直徑d=38mm因為小帶輪dd1=100小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為實心式。因此小帶輪尺寸如下：ddB=L=2.0×d≥B（帶輪為實心式，因此輪緣寬度應(yīng)大于等于帶輪寬度）L=93mm圖5-1帶輪結(jié)構(gòu)示意圖2）大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計大帶輪的軸孔直徑d=28mm因為大帶輪dd2=200mm因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為腹板式。因此大帶輪尺寸如下：ddB=C=0.25×B=0.25×93=23.25mmL=56mm圖5-2帶輪結(jié)構(gòu)示意圖10.主要設(shè)計結(jié)論選用A型普通V帶6根，基準長度1430mm。帶輪基準直徑dd1=100mm，dd2=200mm，中心距控制在a=455～519mm。單根帶初拉力F0=155.93N。帶型AV帶中心距476mm小帶輪基準直徑100mm包角167.96°大帶輪基準直徑200mm帶長1430mm帶的根數(shù)6初拉力155.93N帶速5.02m/s壓軸力1860.84N六減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1)根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力取為α=20°，初選螺旋角β=13°。(2)參考表10-6選用7級精度。(3)材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS(4)選小齒輪齒數(shù)z1=27，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=27×3.17=86。6.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計(1)由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即d1)確定公式中的各參數(shù)值①試選KHt=1.3②計算小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55×③由表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1④由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.46⑤由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa。⑥由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε。αααεεZ⑦由公式可得螺旋角系數(shù)Zβ。Z⑧計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σ由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NN由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)K取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得σσ取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即σ2)試算小齒輪分度圓直徑d(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。①圓周速度νv=②齒寬bb=2)計算實際載荷系數(shù)KH①由表10-2查得使用系數(shù)KA=1②根據(jù)v=0.5m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.01③齒輪的圓周力。FK_A×F_t/b=1×9957.254/63.087=158N|mm>查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.422由此，得到實際載荷系數(shù)3)由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d4)確定模數(shù)m6.3確定傳動尺寸(1)計算中心距a=(2)按圓整后的中心距修正螺旋角ββ=13°3'32"(3)計算小、大齒輪的分度圓直徑dd(4)計算齒寬b=取B1=90mmB2=85mm6.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為σ1)T、mn和d1同前齒寬b=b2=85齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當量齒數(shù)為：小齒輪當量齒數(shù)：Z大齒輪當量齒數(shù)：Z由圖10-17查得齒形系數(shù)Y由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Y①試選載荷系數(shù)KFt=1.3②由式（10-18），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)YεαβεYε③由式（10-19），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)YβY2)圓周速度v=3)寬高比b/hh=b根據(jù)v=0.66m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.013查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.1由表10-4用插值法查得KHβ=1.428，結(jié)合b/h=90/6.75=13.333查圖10-13，得KFβ=1.08。則載荷系數(shù)為由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σ由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)K取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得σσ齒根彎曲疲勞強度校核σσ齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。4)齒輪的圓周速度v=選用7級精度是合適的6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸（1）計算齒頂高、齒根高和全齒高h=（2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑（3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn33法面壓力角αn2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角β左13°3'32"右13°3'32"齒數(shù)z2786齒頂高ha33齒根高hf3.753.75分度圓直徑d83.15264.85齒頂圓直徑da89.15270.85齒根圓直徑df75.65257.35齒寬B9085中心距a174174圖6-1低速級大齒輪結(jié)構(gòu)圖七減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算7.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1)根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力取為α=20°，初選螺旋角β=13°。(2)參考表10-6選用7級精度。(3)材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS(4)選小齒輪齒數(shù)z1=27，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=27×3.17=86。7.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計(1)由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即d1)確定公式中的各參數(shù)值①試選KHt=1.3②計算小齒輪傳遞的扭矩:T=9.55×③由表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1④由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.46⑤由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa。⑥由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε。αααεεZ⑦由公式可得螺旋角系數(shù)Zβ。Z⑧計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σ由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NN由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)K取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得σσ取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即σ2)試算小齒輪分度圓直徑d(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。①圓周速度νv=②齒寬bb=2)計算實際載荷系數(shù)KH①由表10-2查得使用系數(shù)KA=1②根據(jù)v=1.137m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.022③齒輪的圓周力。FK_A×F_t/b=1×4510.092/45.261=100N|mm<查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.4由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.418由此，得到實際載荷系數(shù)3)由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d4)確定模數(shù)m7.3確定傳動尺寸(1)計算中心距為滿足同軸式圓柱齒輪的中心距應(yīng)相等，并保證低速級圓柱齒輪的最小強度，故按低速級圓柱齒輪的中心距計算。即a=174mm。并調(diào)整小齒輪齒數(shù)Z1=27則，Z2=u×i=85.59圓整為Z2=86(2)按圓整后的中心距修正螺旋角ββ=13°3'32"(3)計算小、大齒輪的分度圓直徑dd(4)計算齒寬b=取B1=90mmB2=85mm7.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為σ1)T、mn和d1同前齒寬b=b2=85齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當量齒數(shù)為：小齒輪當量齒數(shù)：Z大齒輪當量齒數(shù)：Z由圖10-17查得齒形系數(shù)Y由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Y①試選載荷系數(shù)KFt=1.3②由式（10-18），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)YεαβεYε③由式（10-19），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)YβY2)圓周速度v=3)寬高比b/hh=b根據(jù)v=2.09m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.04查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.1由表10-4用插值法查得KHβ=1.428，結(jié)合b/h=90/6.75=13.333查圖10-13，得KFβ=1.08。則載荷系數(shù)為由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σ由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)K取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得σσ齒根彎曲疲勞強度校核σσ齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。4)齒輪的圓周速度v=選用7級精度是合適的7.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸（1）計算齒頂高、齒根高和全齒高h=（2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑（3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑7.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn33法面壓力角αn2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角β左13°3'32"右13°3'32"齒數(shù)z2786齒頂高ha33齒根高hf3.753.75分度圓直徑d83.15264.85齒頂圓直徑da89.15270.85齒根圓直徑df75.65257.35齒寬B9085中心距a174174圖7-1高速級大齒輪結(jié)構(gòu)圖八軸的設(shè)計8.1高速軸設(shè)計計算(1)已經(jīng)確定的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=480r/min；功率P=5.13kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=102065.63N?mm(2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa(3)按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。d由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%d查表可知標準軸孔直徑為28mm故取dmin=28(4)確定各段軸的直徑和長度圖8-1高速軸示意圖1)高速軸和大帶輪配合，查表選取標準軸徑d12=28mm，l12長度略小于大帶輪輪轂長度L，取l12=54mm。選用普通平鍵，A型鍵，b×h=8×7mm(GB/T1096-2003)，鍵長L=40mm。2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。。參照工作要求并根據(jù)d23=33mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸軸承7207AC，其尺寸為d×D×B=35×72×17mm，故d34=d67=35mm。3)采用分體式齒輪，該段安裝齒輪，l45略短于齒輪寬度，則l45=88mm。軸肩h34=2.5mm，則d45=40mm。軸肩h45=4，則d56=48mm。4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度Δt=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與帶輪端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，則l5)取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1=10mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，擋油環(huán)寬度s1=20mm，則lll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段123456直徑283335404835長度54663988532(5)軸的受力分析高速級小齒輪所受的圓周力（d1為高速級小齒輪的分度圓直徑）F高速級小齒輪所受的徑向力F高速級小齒輪所受的軸向力F根據(jù)7207AC角接觸球軸承查手冊得壓力中心a=21mm第一段軸中點到軸承壓力中心距離軸承壓力中心到齒輪中點距離齒輪中點到軸承壓力中心距離軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關(guān)帶傳動壓軸力（屬于徑向力）Q=1860.84N①在水平面內(nèi)高速軸上外傳動件壓軸力（屬于徑向力）Q=1860.84N軸承A處水平支承力：R軸承B處水平支承力：R②在垂直面內(nèi)軸承A處垂直支承力：R軸承B處垂直支承力：R軸承A的總支承反力為：R軸承B的總支承反力為：R③繪制水平面彎矩圖截面A在水平面上彎矩：M截面B在水平面上彎矩：M截面C左側(cè)在水平面上彎矩：M截面C右側(cè)在水平面上彎矩：M截面D在水平面上的彎矩：M④繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面上彎矩：M截面B在垂直面上彎矩：M截面C在垂直面上彎矩：M截面D在垂直面上彎矩：M⑤繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩：M截面B處合成彎矩：M截面C左側(cè)合成彎矩：M截面C右側(cè)合成彎矩：M截面D處合成彎矩：Mg.轉(zhuǎn)矩和扭矩圖Th.繪制當量彎矩圖截面A處當量彎矩：M截面B處當量彎矩：M截面C左側(cè)當量彎矩：M截面C右側(cè)當量彎矩：M截面D處當量彎矩：M圖8-2高速軸受力及彎矩圖(6)校核軸的強度因C彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C為危險剖面其抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當量應(yīng)力為σ查表得45(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強度極限σB=650MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以強度滿足要求。8.2中間軸設(shè)計計算(1)已經(jīng)確定的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=151.42r/min；功率P=4.98kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=314086.65N?mm(2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa(3)按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。d由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標準直徑dmin=40mm(4)確定各段軸的直徑和長度圖8-3中間軸示意圖1)初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=36.85mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取角接觸軸承7208AC，其尺寸為d×D×B=40×80×18mm，故d12=d56=40mm。2)取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45=45mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度b2=85mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45=83mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d45=45mm查表，取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑d34=55mm。取l34=92.5mm。3)左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。4)考慮材料和加工的經(jīng)濟性，應(yīng)將低速小齒輪和軸分開設(shè)計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3=90mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l23=88mm，d23=45mm。已知高速級大齒輪輪轂寬度為b2=85mm，為了使擋油環(huán)端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短與輪轂寬度，故取l45=83mm，d45=45mm。5)取低速級小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1=10mm，高速級大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ2=12.5mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離Δ3=15mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，則ll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段12345直徑4045554540長度408892.58342.5(5)軸的受力分析高速級大齒輪所受的圓周力（d2為高速級大齒輪的分度圓直徑）F高速級大齒輪所受的徑向力F高速級大齒輪所受的軸向力F低速級小齒輪所受的圓周力（d3為低速級小齒輪的分度圓直徑）F低速級小齒輪所受的徑向力F低速級小齒輪所受的軸向力F根據(jù)7208AC角接觸球軸承查手冊得壓力中心a=23mm軸承壓力中心到低速級小齒輪中點距離低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離高速級大齒輪中點到軸承壓力中心距離軸承A在水平面內(nèi)支反力R軸承B在水平面內(nèi)支反力R軸承A在垂直面內(nèi)支反力R軸承B在垂直面內(nèi)支反力R軸承A的總支承反力為：R軸承B的總支承反力為：R①計算水平面彎矩截面A和截面B在水平面內(nèi)彎矩M截面C右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩M截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩M截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩M截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩Me.繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面內(nèi)彎矩M截面C在垂直面內(nèi)彎矩M截面D在垂直面內(nèi)彎矩Mf.繪制合成彎矩圖截面A和截面B處合成彎矩MA=MB=0N?mm截面C右側(cè)合成彎矩M截面C左側(cè)合成彎矩M截面D右側(cè)合成彎矩M截面D左側(cè)合成彎矩M②轉(zhuǎn)矩T③計算當量彎矩截面A和截面B處當量彎矩M截面C右側(cè)當量彎矩M截面C左側(cè)當量彎矩M截面D右側(cè)當量彎矩M截面D左側(cè)當量彎矩M圖8-4中間軸受力及彎矩圖(6)校核軸的強度因D左側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故D左側(cè)為危險剖面其抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當量應(yīng)力為σ查表得45(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強度極限σB=650MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以強度滿足要求。8.3低速軸設(shè)計計算(1)已經(jīng)確定的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=47.77r/min；功率P=4.83kW；軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T=965595.56N?mm(2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217～255HBS，許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa(3)按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。d由于最小軸段直徑截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%d查表可知標準軸孔直徑為56mm故取dmin=56(4)確定各段軸的直徑和長度圖8-5低速軸示意圖1)輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1，為了使所選的軸直徑d1與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KA×T，查表，考慮平穩(wěn)，故取KA=1.3，則:T按照聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GBT4323-2002或設(shè)計手冊，選用LX4型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為112mm。選用普通平鍵，A型，b×h=16×10mm(GBT1096-2003)，鍵長L=100mm。2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=61mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸軸承7213AC，其尺寸為d×D×B=65×120×23mm，故d34=d67=65mm。3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d45=70mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B=85mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45=83mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d45=70mm故取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑d56=80mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l56=5mm。4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度Δt=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，則l5)取大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ2=12.5mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，已知滾動軸承的寬度B=23mm，則ll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段123456直徑566165708065長度1126047.583540.5(5)軸的受力分析低速級大齒輪所受的圓周力（d4為低速級大齒輪的分度圓直徑）F低速級大齒輪所受的徑向力F低速級大齒輪所受的軸向力F根據(jù)7213AC角接觸球軸承查手冊得壓力中心a=33.5mm齒輪中點到軸承壓力中心距離軸承壓力中心到齒輪中點距離第一段軸中點到軸承壓力中心距離軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBHRR軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRR軸承A的總支承反力為：R軸承B的總支承反力為：R①計算彎矩在水平面上，軸截面A處所受彎矩：M在水平面上，軸截面B處所受彎矩：M在水平面上，軸截面C右側(cè)所受彎矩：M在水平面上，軸截面C左側(cè)所受彎矩：M在水平面上，軸截面D處所受彎矩：M在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：M在垂直面上，軸截面B處所受彎矩：M在垂直面上，齒輪4所在軸截面C處所受彎矩：M在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：M②繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩彎矩：M截面B處合成彎矩：M截面C左側(cè)合成彎矩：M截面C右側(cè)合成彎矩：M截面D處合成彎矩：M③繪制扭矩圖T=965595.56N?mm④繪制當量彎矩圖截面A處當量彎矩：M截面B處當量彎矩：M截面C左側(cè)當量彎矩：M截面C右側(cè)當量彎矩：M截面D處當量彎矩：M圖8-6低速軸受力及彎矩圖(6)校核軸的強度因C彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C為危險剖面其抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ剪切應(yīng)力為τ按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當量應(yīng)力為σ查表得45(調(diào)質(zhì))處理，抗拉強度極限σB=650MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以強度滿足要求。九滾動軸承壽命校核9.1高速軸上的軸承校核軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)7207AC35721729根據(jù)前面的計算，選用7207AC角接觸球軸承，內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm當Fa/Fr≤0.68時，Pr=Fr；當Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa軸承基本額定動載荷Cr=29kN，額定靜載荷C0r=19.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=72000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：FFFF由前面計算可知軸向力Fae=-569N由計算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。FFFF查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1PP取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。9.2中間軸上的軸承校核軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)7208AC40801835.2根據(jù)前面的計算，選用7208AC角接觸球軸承，內(nèi)徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm當Fa/Fr≤0.68時，Pr=Fr；當Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa軸承基本額定動載荷Cr=35.2kN，額定靜載荷C0r=24.5kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=72000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：FFFF由前面計算可知軸向力Fae=1202N由計算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。FFFF查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1PP取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。9.3低速軸上的軸承校核軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)7213AC651202366.5根據(jù)前面的計算，選用7213AC角接觸球軸承，內(nèi)徑d=65mm，外徑D=120mm，寬度B=23mm當Fa/Fr≤0.68時，Pr=Fr；當Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa軸承基本額定動載荷Cr=66.5kN，額定靜載荷C0r=52.5kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=72000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：FFFF由前面計算可知軸向力Fae=-1691N由計算可知，軸承2被“壓緊”，軸承1被“放松”。FFFF查表得X1=1，Y1=0，X2=0.41，Y2=0.87查表可知ft=1，fp=1PP取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。十鍵聯(lián)接設(shè)計計算10.1高速軸與大帶輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,鍵長40mm。鍵的工作長度l=L-b=32mm大帶輪材料為鑄鐵，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=60MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ10.2高速軸與小齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T1096-2003）,鍵長70mm。鍵的工作長度l=L-b=58mm小齒輪材料為40Cr，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ10.3中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T1096-2003）,鍵長70mm。鍵的工作長度l=L-b=56mm低速級小齒輪材料為40Cr，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ10.4中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T1096-2003）,鍵長70mm。鍵的工作長度l=L-b=56mm高速級大齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ10.5低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=20mm×12mm（GB/T1096-2003）,鍵長70mm。鍵的工作長度l=L-b=50mm低速級大齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ10.6低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核選用A型鍵，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T1096-2003）,鍵長100mm。鍵的工作長度l=L-b=84mm聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ十一聯(lián)軸器的選擇11.1低速軸上聯(lián)軸器（1）計算載荷由表查得載荷系數(shù)K=1.3計算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=1255.27N?m選擇聯(lián)軸器的型號（2）選擇聯(lián)軸器的型號軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX4彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=2500N?m，許用轉(zhuǎn)速[n]=3870r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=56mm，軸孔長度L1=112mm。從動端孔直徑d=42mm，軸孔長度L1=112mm。Tc=1255.27N?m<Tn=2500N?mn=47.77r/min<[n]=3870r/min十二減速器的密封與潤滑12.1減速器的密封為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V<3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V<3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。12.2齒輪的潤滑閉式齒輪傳動，根據(jù)齒輪的圓周速度大小選擇潤滑方式。圓周速度v≤12-15m/s時，常選擇將大齒輪浸入油池的浸油潤滑。采用浸油潤滑。對于圓柱齒輪而言，齒輪浸入油池深度至少為1-2個齒高，但浸油深度不得大于分度圓半徑的1/3到1/6。為避免齒輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30-50mm。根據(jù)以上要求，減速箱使用前須加注潤滑油，使油面高度達到33-71mm。從而選擇全損耗系統(tǒng)用油(GB443-1989);，牌號為L-AN10。12.3軸承的潤滑滾動軸承的潤滑劑可以是脂潤滑、潤滑油或固體潤滑劑。選擇何種潤滑方式可以根據(jù)齒輪圓周速度判斷。由于V齒≤2m/s，所以均選擇脂潤滑